螺旋输送机一级斜齿圆柱齿轮减速器设计

机械设计课程设计计算说明书螺旋输送机一级斜齿圆柱齿轮减速器设计电动机的选择（1）、选择电动机系列：按工作要求及工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机，封闭式结构，电压为380V。（2）、选电动机功率按文献表1-7确定各部分效率如下：平带传动效率：𝜂1=0.96一对角接触球轴承效率：𝜂2=0.98斜齿圆柱齿轮传动效率：𝜂3=0.99𝜂𝑎=𝜂1×𝜂22×𝜂3=0.96×0.982×0.99=0.913（3）电动机功率𝑝𝑤=𝑇.𝑛9550=1.5kw𝑝𝑑=𝑝𝑤𝜂𝑎=1.50.913=1.6kw从设计手册表12-1可采用额定功率为2.2kw的电动机3、确定电动机转速按表1-8的传动比范围，单级圆柱齿轮减速器传动的传动比为3~5,平带传动的传动比为2~4,总传动比范围为𝑖𝑎=6~20,转速可选范围𝑛𝑑=𝑖𝑎×𝑛𝑤=(6~20)×150≤900~3000𝑟𝑚𝑖𝑛⁄可见电动机同步转速可选750r/min,1000r/min,1500r/min三种，根据相同功率的四种转速，从表12-1可查出型号方案电动机型号额定功率𝑝𝑑kw同步转速r/min满载转速r/min质量kg1Y100L1-42.215001430342Y112M-62.21000940453Y132S-82.275071063综合考虑选择第一种较好,因此选用电动机型号为Y100L1-4。型号额定功率kw转速r/min启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量（kg）Y100L1-42.215002.22.3344、传动比分配根据电动机满转转速𝑛𝑚及工作转速n，可得传动装置传动比。总传动比𝑖𝑎=𝑛𝑚𝑛=1430150=9.53,综合分配传动比，𝑖𝑎=𝑖1∙𝑖2圆柱齿轮传动比𝑖1∙=4，带传动比𝑖2=2.385、计算传动装置的运动和动力参数Ⅰ轴：电动机轴𝑃1=𝑃𝑚=2.2𝑘𝑤𝑛𝑤=1430T=9549×𝑃1𝑛𝑤=9549×2.21430=14.70𝑁∙𝑚Ⅱ轴：减速器输入轴𝑃2=𝑃1×𝜂1=2.20×0.96=2.11𝐾𝑊𝑛2=𝑛𝑚𝑖2=14302.38=600.84r/min𝑇2=9549×𝑃2𝑛2=9549×2.11600.48=33.53𝑁∙𝑚Ⅲ轴：减速器输出轴𝑃3=𝑃2×𝜂2×𝜂3=2.11×0.99×0.98×0.98=2.01𝑘𝑤𝑛3=𝑛2𝑖1=600.844=150.21r/min𝑇3=9549×𝑃3𝑛3=9549×2.01150.21=127.78𝑁∙𝑚Ⅳ轴：螺旋输送机𝑃4=𝑃3×𝜂4=2.01×0.99=1.99𝑘𝑤𝑛4=𝑛3=150.21𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑇4=𝑇3=127.78𝑁∙𝑚计算项目及内容电机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ螺旋输送机功率P/KW2.22.112.011.99转矩T/(N∙𝐦)14.7033.53127.78127.78转速n(r/min)1430600.84150.21150.21传送比i2.3841效率𝛈0.960.95070.99四、传动零件的设计（一）、齿轮传动的设计由《机械设计》斜齿圆柱齿轮的设计可得设计步骤如下：1、选择齿轮材料及精度等级（1）、运输机为一般工作机，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）。（2）、查表得选择小齿轮40Cr（调质热处理）硬度位280HBS，大齿轮（45钢调质热处理）硬度为240HBS，二者的硬度差值为40HBS。2、参数选择及计算（1）、选择齿数由于采用软齿面闭式传动，故Z1=25，Z2=i1Z1=100,取Z1=25Z2=100。实际齿数比：u=100/25=4；传动比误差为0。（2）、选择齿宽系数由于是单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两轮均为软面，查表得到0.1d。（3）、初选螺旋角15，法向压力角20n。（4）、计算几何参数49'38206469.203768.015cos20tancostantantnt，34'4140761.14,2432.020cos15sincossinsinbnb22222121coscos2coscos2cos21tttzzzz−（𝑍1+𝑍2)𝑠𝑖𝑛𝛼𝑡]=1.647𝜀𝛽=0.318𝜑𝑑𝑍1𝑡𝑎𝑛𝛽=0.318×1.0×25×tan15°=2.1303、按齿面接触疲劳强度设计（1）、确定计算参数a）载荷比较平稳，齿轮为软面，齿轮在两轴承间对称布置故取载荷系数2.1K。b）计算转矩TⅡ=T2=33.53N*m=3.353*104N*mm。c）区域系数4247.2cossincos2ttbHZ。d）对于钢对钢齿轮，弹性影响系数MPaZE8.189。e）计算limH大齿轮为碳钢调质，由表可得所列公式，σHlim大=HBS大+350=240+350=590。f）计算寿命系数N3=60n3jlh=60×150.21×10×365×16=5.26×108N0=30(HBS大)2.4=30*（240）2.4=1.5*107N3N0，取12HNK。g）计算H由表8.5，选安全系数1HS。[σH]大=σHlim大*KHN2/SH=590MPa（2）、计算齿轮参数a）计算1d𝑑1≥√2𝐾𝑇𝜓𝑑×𝑢+1𝑢3(𝑍𝐸𝑍𝐻[𝜎𝐻])2=√2×1.2×33.53×103×(4+1)1×4×(189.8×2.5590)23=40.22mmb）计算法面模数nmmn=d1*cosβ/Z1=40.22*cos15。/25=1.564、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）、确定计算参数a）计算螺旋角系数＞1，取1。875.012015111201Yb）计算limFσFlim小=0.44*HBS小+186=0.44*280+186=309.2MPaσFlim大=0.23*HBS大+160=0.23*240+160=215.2MPac）确定齿形系数FSY计算当量齿数：ZV1=Z1/cos3β=27.74,ZV2=Z2/cos3β=110.96由查表取相关数据，可得YFa1=2.56,YFa2=2.17,YFS1=4.14,YFS2=84.33d)计算寿命系数N3=7.01*108,N2=iN3=4*7.01*108=2.8*10960104＞NN,取121FNFNKK。e）计算F选取安全系数3.1FS。[σFlim小]小=KFN1*σFlim小/SF=237.8MPa[σFlim大]大=KFN2*σFlim大/SF=165.5MPa（2）、计算齿根弯曲疲劳强度a）判断大小轮的弯曲疲劳强度比较YFS1/[σFlim小]小=0.017与YFS2/[σFlim大]大=0.510,由于1122＞FFSFFSYY,故按大齿轮计算弯曲疲劳强度。b）计算齿轮的法面模数mn3≥2KT2YβCOS2βYFS2/(φdZ12εa[σFlim大]大)mn≥1.745、确定模数按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算由mn≥1.74查表得到mn=26、齿轮传动的中心距a=mn(Z1+Z2)/2COSβ=2*(25+100)/2COS15。=129.41mm取a=130mm。7、实际螺旋角为COSβ=mn(Z1+Z2)/2aβ=15.94°8、计算齿轮的几何尺寸mt=mnCOSβ=1.93mmd1=mtZ1=48.25mm≈49mmd2=mtZ2=193mmda1=d1+2mn=52.25mm≈53mmda2=d2+2mn=197mmb2=φdd1=1.0*48.25=48.25mm选用b2=48.25mm≈49mm,b1=b2+(2∽3)=52mm9、计算节圆速度ν=πd1n1/60/1000=π*49*600.48/6000=1.54m/s五、轴的设计计算（一）、输入轴及其装置的设计1、按照扭转强度初定直径选用45号钢为轴的材料,调质处理，查表粗取A0=110mm2。由于d1≥A0*(P2/n2)1/3≥110*(2.11/600.84)1/3=16.72mm，所以d1min=17mm。同时考虑到键槽的大小，将轴的直径增大12%，则d1min=19.04mm。2、输入轴的结构设计（1）、轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮轴的齿轮部分安排在箱体中央，由于轴径太小而采用齿轮轴式固定齿轮。因为轴的转速高，轴承宜采用油润滑的方式。轴承都用套筒来定位，而轴承靠轴承端盖来固定，输入轴的伸出段与大带轮通过键连接，并用轴端挡圈来实现轴向定位。（2）、确定轴各段直径和长度a）轴Ⅰ：计算出最小轴径d1min=17mm，增加12%，d1min=19.04mm则取d1min=22mm第1轴段结构参数d1=22mm,L1=60mm长度由实际设计得出。主要是与带轮连接。b）轴Ⅱ：轴Ⅱ段结构参数初定定位轴肩h=0.1d1=2.2mm轴径d2=22+4.8=26.8mm,则取d2=28mm。密封圈选型：(摘自GB/T13871-1992)摘自书P168页表16-11型号:旋转轴唇型密封圈材质：橡胶内径d1=30mm外径D=42mm宽度b=7mm所以，轴Ⅱ段结构参数mmd302L2=70mm，长度由实际设计得出。这段用来和轴承端盖连接。c)轴Ⅲ：轴Ⅲ段结构参数3d非定位轴肩自由确定，23dd即可。同时，因为要与轴承配合，故取。轴承选型：(摘自GB/T292-1994)P152表15-3型号:7207C内径/mm|d:35外径/mm|D:72厚度/mm|B:17安装尺寸/mm|damin:42安装尺寸/mm|Damax:65所以，轴Ⅲ段长度根据设计得到：。则第3轴段结构参数mmd353332Lmm。这段用来和轴承连接。d）轴Ⅳ：轴Ⅳ段为齿轮轴上的齿轮结构齿轮的齿顶圆直径da1=46mm，又小齿轮宽度b1=44mm,故此段轴的的长度则L4=44mm。这段用来和齿轮连接。e）轴Ⅴ：轴Ⅴ结构参数考虑到轴承距箱体内壁的距离为3~5mm取5mm,在根据实际设计得出L5=30mm。由轴承内径可得出d5=35mm。所以L5=30mm，d5=35mm。这段用来和轴承连接。轴全长为L总=L1+L2+L3+L4+L5=60+70+32+44+30=236mm（3）、轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键连接，轴与大带轮之间的平键，按d1=24mm,查得平键截面b*h=8*7=56mm2L=40mm。键槽用键槽铣刀加工。为保证大带轮与轴配合有良好的对中性，故选择大带轮与轴的周向定位是由过渡配合来为67rH，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为k6。3、轴的强度校核（1）、计算轴上的载荷Ft=2*T2/d1=4174NFr=Ft*tanan/COSβ=1573NFa=Ft*tanβ=1118N列出力的平衡方程组，解出:课程设计基础黄平朱文坚主编科学出版社2009RH1=RH2=2087NRV1`=1118NMa=111.8NRV1=1882.6N,RV2=309.6N（2）、校核轴的强度轴的材料是45号钢，调质处理。由表查得650MPaB，则为B0.1~09.0，即58.5~65MPa，取=60MPa。轴的计算应力为因此该轴满足强度要求。（二）、输出轴及其装置的设计1、按照扭转强度初定直径选用45号钢为轴的材料,调质处理，查表粗取A0=110mm2。由于d1≥A0*(P3/n3)1/3≥110*(2.01/150.21)1/3=28.82mm，所以d1min=30mm。同时考虑到键槽的大小，将轴的直径增大12%，则d1min=33.6mm，则取d1=34mm。2、输出轴的结构设计（1）、轴上零件的定位，固定和装配联轴器通过设计阶梯轴定位，并与轴通过键连接，